油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸的同心型擠壓油膜阻尼器減振特性試驗研究

祝長生 毛川

摘要： 在帶定心彈簧的同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)試驗裝置上，研究了油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)具有良好同心和存在部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性。結(jié)果表明，靜態(tài)時油膜內(nèi)外環(huán)間的部分接觸不僅會導(dǎo)致同心型擠壓油膜阻尼器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的主共振轉(zhuǎn)速更接近于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的剛支臨界轉(zhuǎn)速，而且還會使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動明顯增大，甚至難以通過共振轉(zhuǎn)速區(qū)。為了提高同心型擠壓油膜阻尼器的減振效果，需要對油膜內(nèi)外環(huán)的同心狀態(tài)進(jìn)行仔細(xì)地調(diào)整，盡量保證油膜內(nèi)外環(huán)處于同心狀態(tài)。

關(guān)鍵詞： 轉(zhuǎn)子動力學(xué); 擠壓油膜阻尼器; 減振; 柔性轉(zhuǎn)子; 接觸

中圖分類號： O347.6; TH113.1 ?文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A ?文章編號： 1004-4523（2019）04-0668-07

DOI：10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2019.04.014

引 言

擠壓油膜阻尼器在現(xiàn)代高性能航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子支承結(jié)構(gòu)中得到了廣泛的應(yīng)用，已作為控制發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動的主要手段[1-4]。

按照是否帶有定心彈性，擠壓油膜阻尼器分為帶定心彈簧的同心型擠壓油膜阻尼器及不帶定心彈簧的非同心型擠壓油膜阻尼器。在同心型擠壓油膜阻尼器中，由于定心彈簧與擠壓油膜阻尼器并聯(lián)，因此通常認(rèn)為可以用定心彈簧來支承轉(zhuǎn)子的靜載荷、調(diào)整轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速并使油膜的內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)時達(dá)到良好的同心。

過去的大量研究主要是針對同心型擠壓油膜阻尼器的油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)已達(dá)到良好同心條件下的減振特性[5-10]，只有個別學(xué)者研究了同心型擠壓油膜阻尼器的油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)處于偏心條件下的減振特性[11-14]。

但是在同心型擠壓油膜阻尼器的實際應(yīng)用中，由于發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)的限制，發(fā)動機(jī)組裝完成后一般就無法對阻尼器油膜內(nèi)外環(huán)間間隙的均勻性進(jìn)行檢測，也就無法確認(rèn)油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)時是否處于良好的同心狀態(tài)，完全有可能油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)時就已出現(xiàn)了局部接觸。這也許是同型號同批次安裝有同心型擠壓油膜阻尼器的航空發(fā)動機(jī)有些一次試車振動達(dá)到要求，有些一次試車振動未達(dá)到要求，轉(zhuǎn)子重新裝配后又能達(dá)到要求的主要原因。

至今為止，尚未見到有學(xué)者對油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)時存在局部接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性開展過研究。本文在同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)試驗裝置上，對同心型擠壓油膜阻尼器油膜內(nèi)外環(huán)在靜態(tài)時良好同心與存在局部接觸條件下的減振特性進(jìn)行了試驗研究，比較了不同支承條件下同心型擠壓油膜阻尼器的減振特性，為同心型擠壓油膜阻尼器的應(yīng)用和排故提供依據(jù)。

1 試驗裝置

圖1為同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)試驗裝置的結(jié)構(gòu)及照片。轉(zhuǎn)子的驅(qū)動端支承在由滾動軸承組成的擬剛性支承上，非驅(qū)動端支承在同心型擠壓油膜阻尼器上。驅(qū)動電機(jī)與轉(zhuǎn)子之間采用了柔性聯(lián)軸器，以減小驅(qū)動電機(jī)對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動特性的影響。

轉(zhuǎn)子由1個均質(zhì)光軸（外徑20 mm、長1 m、重量2.46 kg）、懸臂盤（外徑160 mm、厚度30 mm、重量5.03 kg、極轉(zhuǎn)動慣量（Jp）0.0215 kg·m4、軸轉(zhuǎn)動慣性（Jd）0.01575 kg·m4）及中間盤（外徑130 mm、厚度30 mm、重量2.62 kg、轉(zhuǎn)動慣量Jp=2Jd=0.0056 kg·m4）組成。懸臂盤位于阻尼器外端，中間盤位于阻尼器與擬剛性支承之間。為了試驗過程的安全性，在懸臂盤的外端設(shè)置了一個滾動軸承，作為安全保護(hù)軸承，滾動軸承內(nèi)環(huán)與軸間的半徑間隙為1.0 mm。

擠壓油膜阻尼器采用周向環(huán)供油槽結(jié)構(gòu)，供油槽設(shè)在油膜外環(huán)的中央，潤滑油先通過供油孔進(jìn)入到供油槽，然后由供油槽再向兩邊的油膜區(qū)供油，端部無密封，供油槽寬度為10 mm。阻尼器油膜內(nèi)環(huán)（也稱之為軸頸）的外徑為110 mm，長度為40 mm，重量為2.18 kg。油膜間隙為0.6 mm，處于文獻(xiàn)[1-4]建議的具有良好減振效果的間隙/半徑比的范圍內(nèi)。潤滑油為美孚DTE24抗磨液壓油，油的黏度為31.5 cSt（40 ℃）。阻尼器的供油壓力為表壓0.1 MPa，油溫約為30 ℃。

system定心彈簧采用了拉桿式結(jié)構(gòu)。定心彈簧的剛度選擇在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的前兩階彈支臨界轉(zhuǎn)速隨支承剛度變化最為敏感區(qū)域的中間位置。通過給懸臂盤上同一平衡孔中附加不同的不平衡質(zhì)量來改變轉(zhuǎn)子不平衡量的大小。

試驗前，對轉(zhuǎn)子進(jìn)行了簡易的現(xiàn)場動平衡，但轉(zhuǎn)子的殘余不平衡不是最小狀態(tài)。試驗時用非接觸式的電渦流位移傳感器測量油膜內(nèi)環(huán)、懸臂盤及中間盤水平及垂直方向上的振動，并用高速數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對各路振動信號進(jìn)行了同步定時采集，采樣頻率為4096 Hz。

無論是油膜內(nèi)外環(huán)處于良好同心狀態(tài)，還是存在部分接觸的狀態(tài)，擠壓油膜阻尼器的減振特性試驗都是在對轉(zhuǎn)子上的零部件沒有進(jìn)行過任何拆卸的情況下完成的。另外，為了保證試驗中轉(zhuǎn)子運(yùn)行條件的一致性，所有的不平衡響應(yīng)曲線都是在轉(zhuǎn)子以40π rad/s2的恒角加速運(yùn)行過程中測試的。

2 試驗結(jié)果及分析

由于同心型擠壓油膜阻尼器-多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)油膜內(nèi)環(huán)、中間盤及懸臂盤水平及垂直方向上的不平衡性響應(yīng)特性的變化規(guī)律基本相似，這里主要分析各位置處垂直方向上的不平衡響應(yīng)曲線。

2.1 油膜內(nèi)外環(huán)良好同心條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的不平衡響應(yīng)特性 ?試驗前，對阻尼器油膜內(nèi)外環(huán)間的同心度進(jìn)行了仔細(xì)地調(diào)整和檢查，使靜態(tài)時油膜內(nèi)外環(huán)達(dá)到了良好的同心，徑向最大偏心小于0.03 mm，約為半徑間隙的5%。在轉(zhuǎn)子未旋轉(zhuǎn)時，當(dāng)未給阻尼器供油的條件下，用錘擊法測量得到的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前二階模態(tài)頻率分別為29-29.88 Hz （1740-1793 r/min）及43.5-43.63 Hz （2610-2618 r/min）;當(dāng)給阻尼器供油時，測量得到的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率為31.5-32.13 Hz （1890-1928 r/min），二階模態(tài)頻率超過70 Hz。無論是否給阻尼器供油，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在水平與垂直方向上的模態(tài)頻率都存在著一定的差異，這表示同心型擠壓油膜阻尼器中的定心彈簧在水平與垂直方向上的剛度并非完全相同。特別應(yīng)該注意的是，在油膜內(nèi)外環(huán)良好同心的條件下，不高的供油壓力也會明顯地增大轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的各階模態(tài)頻率。

圖2為附加不平衡質(zhì)量對油膜內(nèi)外環(huán)良好同心條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)油膜內(nèi)環(huán)、中間盤及懸臂盤垂直方向上的不平衡響應(yīng)曲線的影響，其中懸臂盤上的附加不平衡質(zhì)量分別為0，1.3， 4.05， 6.45， 8.47及10.67 g，每條曲線上峰值點(diǎn)附近的數(shù)字表示峰值出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速。圖3為油膜內(nèi)外環(huán)良好同心條件下，8.47 g附加不平衡質(zhì)量時懸臂盤垂直方向振動的三維譜圖。

油膜內(nèi)環(huán)的不平衡響應(yīng)曲線，在1000 r/min附近出現(xiàn)了一個不太明顯的共振峰，在2000-2340 r/min區(qū)出現(xiàn)了主共振峰，過了主共振轉(zhuǎn)速區(qū)之后，振動逐漸減小，然后保持不變或逐漸增大。在1000 r/min附近出現(xiàn)的不太明顯的共振是由轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的重力及剛度不對稱導(dǎo)致的“副臨界”引起的2倍超諧共振。當(dāng)附加不平衡質(zhì)量較小時，如0及1.3 g，轉(zhuǎn)速過了1000 r/min的“副臨界”轉(zhuǎn)速之后，振動逐漸減小，達(dá)到最小值后，保持不變或稍有增大，振動最小值甚至小于轉(zhuǎn)子在“副臨界”轉(zhuǎn)速前的振動;當(dāng)附加不平衡質(zhì)量大于4.05 g時，轉(zhuǎn)速過了“主臨界”轉(zhuǎn)速之后，振動迅速減小，然后就逐漸增大。不同附加不平衡質(zhì)量條件下油膜內(nèi)環(huán)的不平衡響應(yīng)曲線之間在超臨界轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)了有規(guī)律的交叉現(xiàn)象。在不同的轉(zhuǎn)速區(qū)，不平衡量對油膜內(nèi)環(huán)振動的影響也有所不同。隨著附加不平衡質(zhì)量的增大，油膜內(nèi)環(huán)的振動，大約在2100 r/min以下的轉(zhuǎn)速區(qū)先減小后增大;在2600-3200 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)逐漸減小;在3200 r/min以上的轉(zhuǎn)速區(qū)逐漸增大。

中間盤的不平衡響應(yīng)曲線，當(dāng)附加不平衡質(zhì)量較小時，如0及1.3 g，在1000 r/min附近出現(xiàn)了一個不太明顯的由“副臨界”引起的2倍超諧共振;在主共振轉(zhuǎn)速區(qū)，振動明顯增大;過了主共振轉(zhuǎn)速后，振動逐漸減小，甚至小于在“副臨界”轉(zhuǎn)速前的振動;在高轉(zhuǎn)速區(qū)振動又緩慢增大。當(dāng)附加不平衡質(zhì)量大于4.05 g后，中間盤在“副臨界”轉(zhuǎn)速處并沒有出現(xiàn)明顯的2倍超諧共振，在“副臨界”轉(zhuǎn)速之后，振動就隨著轉(zhuǎn)速的增大而減小，甚至小于在亞臨界轉(zhuǎn)速區(qū)的振動，當(dāng)振動達(dá)到最小后，又開始增大，過了主共振轉(zhuǎn)速后，振動隨著轉(zhuǎn)速逐漸減小或變化不大，但始終大于亞臨界轉(zhuǎn)速區(qū)的振幅。在附加不平衡質(zhì)量較大時，隨著附加不平衡質(zhì)量的增大，中間盤的振動達(dá)到最小點(diǎn)的轉(zhuǎn)速及主共振轉(zhuǎn)速都逐漸減小，整個響應(yīng)曲線向低轉(zhuǎn)速區(qū)移動。不同附加不平衡質(zhì)量條件下，中間盤的不平衡響應(yīng)曲線在主臨界轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)了有規(guī)律的交叉現(xiàn)象，如在1400 r/min以下的低轉(zhuǎn)速區(qū)，隨著附加不平衡質(zhì)量的增大而減小;在2650 r/min以上的高轉(zhuǎn)速區(qū)，隨著附加不平衡質(zhì)量的增大而增大;在1400-2650 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)，變化較為復(fù)雜。

懸臂盤的不平衡響應(yīng)曲線，在1000 r/min轉(zhuǎn)速附近并沒有出現(xiàn)由“副臨界”引起的2倍超諧共振，在2150-2250 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)了明顯的主共振，然后振動逐漸減小。懸臂盤的振動隨附加不平衡質(zhì)量的變化比較簡單，在大多數(shù)轉(zhuǎn)速區(qū)隨著附加不平衡質(zhì)量的增大先減小然后迅速增大。

對不同附加不平衡質(zhì)量條件下中間盤及懸臂盤不平衡響應(yīng)曲線的分析可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)附加不平衡質(zhì)量從0變?yōu)?.3 g時，在主共振轉(zhuǎn)速區(qū)振動隨著附加不平衡質(zhì)量的增大逐漸減小，但從4.05 g后，振動卻隨附加不平衡質(zhì)量的增大而逐漸增大，因此在1.3 g及4.05 g附加不平衡量之間可能存在著一個最優(yōu)的附加不平衡質(zhì)量，使轉(zhuǎn)子的振動最小，也就是轉(zhuǎn)子的實際殘余不平衡達(dá)到最小。因此，當(dāng)附加不平衡質(zhì)量從0逐漸向最優(yōu)附加不平衡質(zhì)量方向增大時，轉(zhuǎn)子的不平衡狀態(tài)逐漸得到改善，轉(zhuǎn)子的實際不平衡量減小，所以轉(zhuǎn)子的振動也逐漸減小。但當(dāng)附加不平衡質(zhì)量超出最優(yōu)附加不平衡質(zhì)量后，轉(zhuǎn)子的不平衡狀態(tài)反而變差，轉(zhuǎn)子的實際不平衡量變大，所以轉(zhuǎn)子的振動又出現(xiàn)隨附加不平衡質(zhì)量增大而增大的現(xiàn)象。產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因是，在多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中，決定轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動大小的是轉(zhuǎn)子的實際模態(tài)不平衡量，而不是附加的不平衡質(zhì)量。由于試驗轉(zhuǎn)子進(jìn)行簡易現(xiàn)場動平衡后的殘余不平衡并非最小狀態(tài)，所以在附加不平衡質(zhì)量逐漸增大的過程中，轉(zhuǎn)子的實際模態(tài)不平衡量先減小后增大，所以轉(zhuǎn)子的振動也就出現(xiàn)了先減小后增大的情況。注意到，雖然在最優(yōu)不平衡質(zhì)量前后轉(zhuǎn)子的附加不平衡質(zhì)量與最優(yōu)附加不平衡質(zhì)量的差相同，但由于轉(zhuǎn)子的模態(tài)不平衡量并非完全相同，所以轉(zhuǎn)子的不平衡響應(yīng)曲線的變化規(guī)律也不可能相同。

2.2 油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的不平衡響應(yīng)特性 ?試驗前，對油膜內(nèi)外環(huán)間的同心度進(jìn)行了仔細(xì)地調(diào)整和檢查，靜態(tài)時在間隙圓底部約60o的范圍內(nèi)油膜內(nèi)外環(huán)間存在接觸，接觸區(qū)如圖4所示。

在油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸的條件下，先不給阻尼器供油，用錘擊法測量得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在垂直方向上的一階模態(tài)頻率為29.13-30.25 Hz （1748-1815 r/min）;當(dāng)給阻尼器進(jìn)行供油后，其一階模態(tài)頻率為29.5-30.25 Hz （1770-1793 r/min）。當(dāng)油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸時，無論是否給阻尼器供油，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在水平方向上的模態(tài)頻率都比較豐富，除了與垂直方向上的模態(tài)頻率相近的頻率外，還出現(xiàn)了其他的頻率，這些頻率主要是由油膜內(nèi)外環(huán)局部接觸導(dǎo)致的摩擦所致。在油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸的條件下，供油壓力不會對油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸方向轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的各階模態(tài)頻率產(chǎn)生明顯的影響。這可以作為判斷油膜內(nèi)外環(huán)是否存在接觸以及接觸方向的一個重要特征。

圖5為附加不平衡質(zhì)量對油膜內(nèi)外環(huán)存在部分接觸條件下同心型擠壓油膜阻尼器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)油膜內(nèi)環(huán)、中間盤及懸臂盤垂直方向上不平衡響應(yīng)曲線的影響。

在油膜內(nèi)外環(huán)部分接觸的條件下，油膜內(nèi)環(huán)的不平衡響應(yīng)曲線，當(dāng)附加不平衡質(zhì)量較小時，首先在910 r/min附近出現(xiàn)了次共振，然后在1560-1635及1730-1885 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)了明顯的主共振，此后油膜內(nèi)環(huán)的振動隨轉(zhuǎn)速逐漸減小。油膜內(nèi)環(huán)的振動在亞臨界及主共振轉(zhuǎn)速區(qū)，隨附加不平衡質(zhì)量的增大先減小后迅速增大。在超臨界轉(zhuǎn)速區(qū)，不同附加不平衡質(zhì)量的油膜內(nèi)環(huán)不平衡響應(yīng)曲線之間出現(xiàn)了有規(guī)律的交叉現(xiàn)象，但由于振動較小，附加不平衡質(zhì)量對油膜內(nèi)環(huán)振動的影響并不大。當(dāng)附加不平衡質(zhì)量很大時，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動在1730-1885 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)的共振峰明顯增大，保護(hù)軸承處軸的振動已經(jīng)超出了保護(hù)軸承的間隙，保護(hù)軸承與轉(zhuǎn)子之間出現(xiàn)了嚴(yán)重的碰摩，即便轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速上升很多，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動也未見下降，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子無法通過1730-1885 r/min的共振轉(zhuǎn)速區(qū)。

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Abstract： The vibration isolation behaviors of a centralized squeeze film damper with concentricity or partial contact between the oil-film rings are experimentally studied in a centralized squeeze film damper-multi-disk flexible rotor system with an overhang disk. It is shown that the partial contact between oil-film rings of centralized squeeze film damper will not only lead to the critical speeds of the flexible rotor system closer to the critical speeds of the flexible rotor system with a rigid support， but also increase the vibrations of the flexible rotor system in the critical speed regions evidently， even the rotor system cannot pass through the critical speed regions due to high vibrations. In order to improve the vibration isolation ability of the centralized squeeze film damper， the oil-film rings of the centralized squeeze film damper should be centralized as possible.

Key words： rotordynamics; squeeze film damper; vibration isolation; flexible rotor; contact

作者簡介： 祝長生（1963-），男， 教授，博士生導(dǎo)師。電話：（0571）87951784;E-mail：zhu_zhang@zju.edu.cn